СУДОСТРОЕНИЕ 3'2001
ЩЕЛЕВАЯ КАВИТАЦИЯ В СУДОВЫХ ОСЕВЫХ НАСОСАХ
А. М. Степанов, докт. техн. наук (ВМИИ), А. Л. Федоров,
канд. техн. наук (ВМИ) удк 532.528:621.67-762:629.5
В судостроении и других областях промышленности широко применяются осевые насосы, в частности в составе водометных движителей, в судоподъемных и судопропу-скных устройствах [1]. Один из отрицательных факторов, присущих осевым насосам, — наличие кавитационных процессов на лопастях и в зазоре между корпусом насоса и его рабочим колесом, приводящих к усилению вибрации и шумоизлучения, а также к снижению частоты вращения, эффективности и сроков эксплуатации [2]. Шум и вибрация оказывают отрицательное воздействие на экипаж, кроме того, на рыбопромысловых судах могут приводить к снижению объемов улова рыбы. Поэтому устранение или уменьшение уровня кавитации в осевых насосах является актуальной задачей.
Как известно, кавитация — это процесс нарушения сплошности течения жидкости, обусловленный понижением давления до давления насыщенных паров (последнее зависит в основном от температуры жидкости), в результате чего происходит разрыв струи в местах образования парогазовых пузырьков. Пузырьки уносятся потоком жидкости, и при попадании в область повышенного гидродинамического давления пар в пузырьках конденсируется. В момент смыкания пузырьков возникают местные гидравлические удары, сопровождающиеся в центрах конденсации резкими скачками давления и температуры (Ар — до 1000 МПа, ^ — до 10 000 °С [2]). Эти периодически возникающие скачки давления воздействуют на поверхности и приводят к их механическому разрушению — кави-тационной эрозии, и появлению кавитацион-ного шума и вибрации.
Опыт эксплуатации показывает, что в осевых насосах происходит кавитация двух видов — щелевая и лопастная, причем щелевая наступает при значительно меньшей частоте вращения рабочего колеса насоса, чем лопастная, поэтому в данной статье щелевой кавитации уделяется основное внимание.Щелевая кавитация возникает в зазоре (щели) между корпусом 1 (рис. 1) и торцами лопастей 2 рабочего колеса, где происходит обратное течение жидкости вследствие наличия перепада давления между всасывающей и нагнетательной полостями осевого насоса, вызывающее местное
понижение давления с образованием вихря 3 на выходе из щели 4 во всасывающей области. В случае, если это давление в жидкости становится меньше давления насыщенных паров, возникает щелевая кавитация.
Кавитационные явления в гидромашинах и устройствах известны давно, однако из-за сложности физического процесса общая теория кавитации до сих пор до конца не разработана, и большинство работ носит экспериментальный характер [3—5].
Одним из методов борьбы с кавитаци-онными явлениями в насосах, в том числе осевых, является повышение гидростатического давления. Однако осуществить это возможно лишь в замкнутых системах.
Известны попытки избавиться от щелевой кавитации путем использования ряда конструктивных мер, например, оснащения рабочего колеса насоса кольцевым ободом [6]. Это мероприятие не дало положительных результатов, так как при этом щелевая кавитация уменьшилась незначительно, а КПД насоса снизился на 7—10%, что обусловлено возросшими потерями энергии на трение в зазоре. Попытки уменьшить щелевую кавитацию за счет изменения геометрии лопасти, а именно — скругления входной кромки лопасти [7], приводят также в целом к существенному ухудшению лопастных кавитационных показателей насоса.
Анализ известных решений показал, что уменьшить щелевую кавитацию без ущерба для КПД насоса можно путем использования такой гидравлической системы, которая бы существенно уменьшала перетечку жидкости из напорной области во всасывающую. В качестве одной из таких систем может быть предлагаемая конструкция лабиринтового гидравлического уплотнения (рис. 2).
На рабочем колесе насоса 2 закрепляется цилиндрический обод 3 (см. рис. 1), изготовленный из того же материала, что и лопасти 1. Толщина обода составляет 0,01 — 0,04 диаметра рабочего колеса и выбирается в зависимости от размеров последнего и технологии его изготовления. Обод, соединяя вершины лопастей в единую конструкцию, тем самым позволяет улучшить вибрационные характеристики насоса. Разъемный корпус 5 насоса имеет кольцевую
СУДОВЫЕ СИСТЕМЫ И УСТРОЙСТВА судостроении^
2д(Р2- Р1) 1 +
(1)
щ средняя скорость в щелевом
где
зазоре лабиринта, — коэффициент гидравлического сопротивления щели.
, , , , г-Ч у У, / л
У/. Ч\ Ч\\\\ \ \ \ \ Ш
и._1 \ \\\ \ \\ \\ \\ \\ \> 3 И Л ^ С—С—1—(. л
Рис. 1. Течение жидкости в зазоре между корпусом и торцами лопастей рабочего колеса осевого насоса:
1 — корпус; 2 — лопасть; 3 — вихрь; 4 — зазор (щель); 5 — ступица
камеру, в которой размещается лабиринтовое уплотнение 6, изготовленное из фторопласта или другого близкого по физическим характеристикам материала. Первоначальный зазор 8щ между ободом и зубьями лабиринта равен нулю. После непродолжительной работы насоса кончики зубьев притираются, и устанавливается необходимый для вращения рабочего колеса технологический зазор. Количество камер в лабиринтовом уплотнении и высота зубьев могут быть рассчитаны из условия минимальных потерь энергии на трение обода, которые не должны превышать 2—3% номинальной мощности насоса.
Постановка лабиринтового уплотнения приводит к существенному росту гидравлического сопротивления для потока жидкости в зазоре, к уменьшению его скорости и ликвидации активного вихреобра-зования (щелевой кавитации).
Выражение для гидравлических потерь на участке лабиринта от входа в него до выхода можно записать в виде
P2- Pl= С
учитывая, что скорости течения на входе и выходе из лабиринта одинаковы
Рис. 2. Лабиринтовое уплотнение рабочего колеса осевого насоса:
1 — лопасть; 2 — ступица; 3 — цилиндр (обод); 4 — датчик пульсаций давления; 5 — разъемная камера; 6 — уплотнение
Из формулы (1) следует, что постановка лабиринтового уплотнения приводит к уменьшению скорости жидкости и устранению щелевой кавитации в зазоре насоса. В связи с этим необходимо было установить влияние лабиринтового уплотнения на гидродинамические, энергетические и виброакустические характеристики насоса.
Для проведения исследований использовалась лопастная система насоса типа ОД-2 с диаметром рабочего колеса dк = 120 мм. При номинальной частоте вращения вала п = 3600 об/мин насос развивал гидравлическую мощность yQH < 4,0 кВт (Н — напор, Q — расход насоса, у — удельный вес жидкости).
Одним из важных параметров лабиринтового уплотнения является высота зубьев. Для ее расчета можно воспользоваться экспериментальными данными по течению жидкости между вращающимися коаксиальными цилиндрами, приведенными в работе [8]. С их помощью момент сопротивления трения, возникающий на ободе рабочего колеса, можно представить в виде выражения
AN п
М =-= см — pu2R2h, (2)
ю 2
где АЫ — заданное значение потерь мощности на трение в зазоре; ю = 2ппс — угловая скорость вращения (пс — частота вращения рабочего колеса); см — коэффициент момента сопротивления; и — окружная скорость обода; К — радиус обода; h — высота обода (пример-
но равная длине ступицы рабочего колеса).
Коэффициент см , входящий в формулу (2), зависит от числа Тейлора Та, которое, в свою очередь, определяется следующим соотношением:
_и8 ГТ а V Ч К '
(3)
где 8 — зазор между ободом и корпусом насоса (искомая высота зубьев лабиринтового уплотнения); V — кинематический коэффициент вязкости.
Величину зазора 8 из выражения (3) можно записать в виде
8 =
Та^2
1/3
где число Та определяется по графику [8] либо по зависимости (для линейной области)
Та °,2 = ■
2010
-3
Коэффициент см рассчитывается согласно (2).
На основании приведенных выше зависимостей и при выбранных потерях мощности на трение в зазоре (АЫ « 0,04у QH) высота зубьев лабиринтового уплотнения в эксперименте составила у = 5 мм.
С целью определения оптимального количества камер расширения лабиринта был изготовлен специальный гидравлический стенд, имитирующий течение между ободом и корпусом насоса. При этом зазор 8щ в процессе эксперимента оставался постоянным и равным 8щ ~ 0,002dк, а количество камер расширения z варьировалось от 0 (камеры отсутствуют) до 16. Расход воды через зазор для расчета ищ определялся объемным способом, а затем по формуле (2) рассчитывался коэффициент в зависимости от числа Ке = и 8 /V.
щ щ щ/
Результаты опытов (рис. 3) показывают, что наибольший коэффициент гидравлических потерь имеет место при числе камер в лабиринте, равном 10. Увеличение числа камер до
2
и
с
м
СУДОСТРОЕНИЕ 3'2001
СУДОВЫВ СИСТЕМЫ И УСТРОЙСТВА
20 15 10 5
z =10
16 / .
_ч/7 _
3 ч/
0
6 10 14 18 22 26 ^ . "|0-2
Рис. 3. Экспериментальные зависимости коэффициента гидравлических потерь для различного количества камер лабиринтового уплотнения (цифрами указано количество камер)
16 приведет к уменьшению гидравлических потерь. Объяснить это можно тем, что в этом случае линейные размеры камер не позволяли полностью реализоваться потерям энергии потока при его внезапном сужении и расширении потока.
По результатам этих опытов было изготовлено лабиринтовое уплотнение для опытного насоса с десятью камерами. Осевой насос использовался в качестве водометного движителя на теле вращения диаметром 400 мм. При проведении испытаний сопоставлялись энергетические показатели насоса с лабиринтовым уплотнением и без него на швартовных и ходовых режимах работы. В опытах на различных режимах по частоте вращения комплекса электродвигатель-насос измерялись: мощность приводного электродвигателя Ыэд и гидравлическая мощность насоса Ыгидр. КПД погружного электродвигателя на приведенных режимах работы изменялся в пределах 0,4 < Пэ < 0,71, а КПД насоса Пн = 0,8. Результаты опытов (рис. 4) показывают, что энергетические характеристики в обоих вариантах практически остались неизменными (в пределах погрешности измерений параметров, которая в обоих случаях оставалась одинаковой).
Линейность изменений Ыгыпг, =
гидр
^эд) объясняется тем, что в данном диапазоне изменения частоты враще
Для дальнейшего прочтения статьи необходимо приобрести полный текст. Статьи высылаются в формате PDF на указанную при оплате почту. Время доставки составляет менее 10 минут. Стоимость одной статьи — 150 рублей.